机械毕业设计122A272F型系列并条机车头箱设计说明书Word文件下载.docx

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式中H1是轴系高度方向上两最远主轴的中心距

H2是两最远主轴的中心距箱壁的距离

H3是箱体的厚度

则H=354+180+45=569

最后结合设计手册与实际的结构尺寸确定箱体的尺寸为

L×

B×

H=940×

254×

573

四、结构尺寸设计

已知：

电机功率P=1.8KW,电机转速n=1470r/min

nⅰ1=1006r/min,nⅱ5=n电机=1470r/min,nⅲ7=2123r/min,

nⅳ15=205r/min,nⅴ17=143r/min

1）确定传动比及分配传动比

总传动比：

iⅰ总=n电机/n1=1470/1006=1.5

iⅱ总=n电机/n5=1470/1470=1

iⅲ总=n电机/n7=1470/2123=0.7

iⅳ总=n电机/n15=1470/205=7.2

iⅴ总=n电机/n17=1470/143=10.3

传动比的分配：

iⅰ总=i45×

i23×

i12

则：

i45=1.46i23=1.77i12=0.565

iⅱ总=i5=1

iⅲ总=i56×

i67

i56=1.10i67=0.63

iⅳ总=i45×

i48×

i910×

i1112×

i1314×

i1415

i45=1.46i48=1.18i910=1.14i1112=3

i1314=1.34i1415=0.92

iⅴ总=i45×

i1316×

i1617

i1316=1.34i1617=1.31

2）、运动参数的和动力参数的设计

（1）各输出轴速度已知：

nⅰ1=1006r/minnⅱ5=n电机=1470r/minnⅲ7=2123r/min

nⅳ15=205r/minnⅴ17=143r/min

则其它各轴的转速为：

nⅰ34=n电机/i45=1470/1.46=1006r/min

nⅰ2=nⅰ34/i23=1006/1.77=586r/min

nⅰ=1006r/min

nⅱ5=n电机=1470r/min

nⅲ6=nⅱ5/i56=1470/1.10=11336r/min

nⅲ7=nⅲ6/i67=1336/0.63=2123r/min

nⅳ34=1006r/min

nⅳ89=nⅳ34/i48=1006/1.18=853r/min

nⅳ1011=nⅳ89/i910=853/1.14=748r/min

nⅳ1213=nⅳ1011/i1112=748/3=249r/min

nⅳ14=nⅳ1213/i14=249/1.34=186r/min

nⅳ15=205r/min

nⅴ16=nⅳ1213/i1316=249/1.34=186r/min

nⅴ17=143r/min

（2）各轴的功率：

电机到各传动轴的效率：

ηⅠ1=η1·

η2·

η3=0.96×

0.98×

0.97=0.82

ηⅠ2=η1·

η22·

η32=0.96×

0.982×

0.972=0.87

ηⅠ34=η1·

η23·

η33=0.96×

0.983=0.91

ηⅡ5=η1·

η2=0.96×

0.98=0.94

ηⅢ6=η1·

0.97=0.91

ηⅢ7=η1·

η32=0.96×

ηⅣ89=η1·

ηⅣ1011=η1·

0.983×

0.973=0.82

ηⅣ1213=η1·

η24·

η34=0.96×

0.984×

0.974=0.78

ηⅣ14=η1·

η25·

η35=0.96×

0.985×

0.975=0.75

ηⅣ15=η1·

η26·

η36=0.96×

0.986×

0.976=0.71

ηⅴ16=η1·

ηⅴ17=η1·

查《机械设计实训教程》∮1=0.96（V带传动效率）

∮2=0.98（滚动轴承的传动效率）

∮3=0.97（齿轮精度为8级）

实际功率：

P电机=1.8KW

Pⅰ1=P电机·

ηⅠ1=1.8×

0.82=1.18KW

Pⅰ2=P电机·

ηⅠ2=1.8×

0.87=1.57KW

Pⅰ34=P电机·

ηⅠ34=1.8×

0.91=1.64KW

Pⅱ5=P电机·

ηⅡ5=1.8×

0.94=1.70KW

Pⅲ6=P电机·

ηⅢ6=1.8×

Pⅲ7P电机·

ηⅢ7=1.8×

0.87=1.57KW

Pⅳ89=P电机·

ηⅣ89=1.8×

Pⅳ1011=P电机·

ηⅣ1011=1.8×

0.82=1.48KW

Pⅳ1213=P电机·

ηⅣ1213=1.8×

0.78=1.4KW

Pⅳ14=P电机·

ηⅣ14=1.8×

0.75=1.35KW

Pⅳ15=P电机·

ηⅣ15=1.8×

0.71=1.26KW

Pⅴ16=P电机·

ηⅴ16=1.8×

Pⅴ17=P电机·

（3）各轴的扭矩：

电机轴：

T0=9550P/n=9550×

1.8/1470=11.69N·

M

Tⅰ1=9550Pⅰ1/nⅰ1=9550×

1.48/1006=14.05N·

Tⅰ2=9550Pⅰ1/nⅰ2=9550×

1.57/568=26.4N·

Tⅰ34=9550Pⅰ1/nⅰ34=9550×

1.64/1006=15.6N·

Tⅱ5=9550Pⅱ5/nⅱ5=9550×

1.7/1470=11.04N·

Tⅲ6=9550Pⅲ6=9550×

1.64/1336=11.7N·

Tⅲ7=9550Pⅲ7=9550×

1.57/2123=7.06N·

Tⅳ89=9550Pⅳ89=9550×

1.57/853=17.6N·

Tⅳ1011=9550Pⅳ1011=9550×

1.48/748=18.9N·

Tⅳ1213=9550Pⅳ1213=9550×

1.4/249=53.7N·

Tⅳ14=9550Pⅳ14=9550×

1.35/186=69.3N·

Tⅳ15=9550Pⅳ15=9550×

1.26/205=58.7N·

Tⅴ16=9550Pⅴ16=9550×

Tⅴ17=9550Pⅴ17=9550×

1.26/143=84.1N·

3、选择齿轮材料并确定许用应力

1）查《机械设计基础》表6-9大小齿轮均采用45钢调质，齿面硬度分别为240BHS,200HBS.

由图6-30，6-31查得σHlim5=580MPaσFlim5=460MPa

σHlim4=540MPaσFlim4=420MPa

取SHmin=1SFmin=1

〔σH5〕=σHlim1/SHmin=580/1=580MPa

〔σH5〕=σHlim2/SHmin=540/1=540MPa

〔σF4〕=σFlim1/SFmin=460/1=460MPa

〔σF4〕=σFlim2/SFmin=420/1=420MPa

2）按齿面接触疲劳强度设计计算

d≧3√（590/σH）2·

KT1（i+1）/￠di

传递扭矩:

T5=9.55×

106·

P电机/n=9.55×

106×

1.8/1470=11694N·

载荷系数K:

因为有轻微的冲击，齿轮相对轴承对称，由《机械设计基础》表6-6取K=1.0,齿宽系数￠d：

由《机械设计基础》表6-7取

￠d=0.4

许用接触应力〔σH〕：

〔σH〕=〔σH2〕=540MPa

传动比：

i=1.46

将以上参数代入上式，得

=3√（590/540）2×

11694×

（1.46+1）/0.4×

1.46=30mm

取接触应力直径为：

d5=52mm

3）确定齿轮的参数及主要尺寸

齿数：

初选参数：

输入轴齿数Z5=39

Z4=i·

Z5=1.46×

39=57

模数：

初选螺旋角β=20°

则法面模数:

mn=d5cosβ/Z5=52×

cos20°

/39=1.25

取标准植mn=2

标准中心距：

a45=mn（Z5+Z4）/2cosβ=2×

（39+57）/2×

100.9mm

为了便于箱体加工和测量取a=100mm

则实际螺旋角

βˊ=arccosmn（Z5+Z4）/2a=arccos2×

100=16.26°

在8°

～25°

范围内合适

4）其它主要尺寸的计算:

分度圆直径:

d5=mn·

Z5/cosβˊ=2×

39/cos16.26°

=81.25mm

d4=mn·

Z4/cosβˊ=2×

57/cos16.26°

=118.75mm

齿顶圆直径：

da5=d5+2mn=81.25+2×

2=85.25mm

da4=d4+2mn=118.75+2×

2=122.75mm

齿根圆直径：

df5=d5-2mn（（ha﹡+c﹡）=81.25-2×

2（1+0.25）=76.25mm

df4=d4-2mn（（ha﹡+c﹡）=118.75-2×

2（1+0.25）=113.75mm

齿宽：

b=￠d·

d5=0.4×

81.25=32.5mm

则取齿宽b=32mm

5）验算齿根弯曲疲劳强度：

σF=1.6KT1cosβ/bmnd1·

Yfs≦〔σF〕

当量齿数Zv:

Zv5=z5/cos3βˊ=39/cos316.26°

=44.08

Zv4=z4/cos3βˊ=57/cos316.26°

=64.432

复合齿形系数：

Yfs

根据Zv5，Zv4查《机械设计基础》得Yfs5=3.85

Yfs4=4.0

σF5=1.6KT1cosβ/bmnd1·

Yfs5

=1.6×

1×

×

3.85/32×

2×

81.25=13Mpa﹤〔σF〕

σF4=σF5·

Yfs4/Yfs5=13×

4.0/3.85=13.5Mpa﹤〔σF〕

弯曲疲劳强度足够

6）确定齿轮传动精度：

齿轮圆周速度V=πd5n5/60×

1000

=3.14×

81.25×

1470/60×

1000=6.25m/s

查《机械设计基础》表6-4确定公差组均为8级精度。

7）计算齿合力

圆周力Ft=2T1/d5=2×

11694/81.25=287.85N

径向力Fr=Fttanan/cosβˊ=287.85×

tan20°

/cos16.26°

=109N

轴向力Fa=FtFttanan=287.85×

=104.77N

4、其它齿轮的设计计算

1）i12=0.565i23=1.77m=2β=20°

βˊ=16.26°

初选齿数Z3=39

Z2=Z3·

i23=39×

1.77=69

Z1=Z2·

i12=69×

0.565=39

中心距a23=mn（Z3+Z2）/2cosβ=2×

（39+69）/2×

=113.6mm

a12=mn（Z2+Z1）/2cosβ=2×

（69+39）/2×

取标准中心距a23=115mma12=115mm

分度圆的直径：

d3=mn·

Z3/cosβˊ=2×

d2=mn·

Z2/cosβˊ=2×

69/cos16.26°

=143.75mm

d1=mn·

Z1/cosβˊ=2×

da3=d3+2mn=81.25+2×

da2=d2+2mn=143.75+2×

2=147.75mm

da1=d1+2mn=81.25+2×

df3=d3-2mn（（ha﹡+c﹡）=81.25-2×

df2=d2-2mn（（ha﹡+c﹡）=143.75-2×

2（1+0.25）=138.75mm

df1=d1-2mn（（ha﹡+c﹡）=81.25-2×

2）Z5=39i56=1.1i67=0.63m=2β=20°

则Z6=i56·

Z5=1.1×

39=43

Z7=i67·

Z6=0.63×

43=27

中心距：

a56=mn（Z5+Z6）/2cosβ=2×

（39+43）/2×

=87.26mm

a67=mn（Z6+Z7）/2cosβ=2×

（43+27）/2×

=74.49mm

取标准中心距a56=88mma67=75mm

分度圆直径：

d6=mn·

Z6/cosβˊ=2×

43/cos16.26°

=89.58mm

d7=mn·

Z7/cosβˊ=2×

27/cos16.26°

=56.25mm

da6=d6+2mn=89.58+2×

2=93.58mm

da7=d7+2mn=56.25+2×

2=60.25mm

df6=d6-2mn（（ha﹡+c﹡）=89.58-2×

2（1+0.25）=84.58mm

df7=d72mn（（ha﹡+c﹡）=56.25-2×

2（1+0.25）=51.25mm

3）Z4=57i48=1.18m=2β=20°

Z8=i48·

Z4=1.18×

57=67

a48=mn（Z4+Z8）/2cosβ=2×

（57+67）/2×

=131.95mm

取标准中心距a48=132mm

d8=mn·

Z8/cosβˊ=2×

67/cos16.26°

=139.58mm

da8=d8+2mn=139.58+2×

2=143.58mm

df8=d8-2mn（（ha﹡+c﹡）=139.58-2×

2（1+0.25）=134.58mm

4）i910=1.14i1112=3m=2β=20°

Z9=52Z11=33

则Z10=i910·

Z9=1.14×

52=59

Z12=i1112·

Z11=3×

33=99

a910=mn（Z9+Z10）/2cosβ=2×

（52+59）/2×

=118.12mm

a1112=mn（Z11+Z12）/2cosβ=2×

（33+99）/2×

=140.47mm

取标准中心距a910=120mma1112=140mm

d9=mn·

Z9/cosβˊ=2×

52/cos16.26°

=108.33mm

d10=mn·

Z10/cosβˊ=2×

59/cos16.26°

=122.92mm

d11=mn·

Z11/cosβˊ=2×

33/cos16.26°

=68.75mm

d12=mn·

Z12/cosβˊ=2×

99/cos16.26°

=2016.25mm

da9=d9+2mn=108.33+2×

2=112.33mm

da10=d10+2mn=122.52+2×

2=126.92mm

da11=d11+2mn=68.75+2×

2=72.75mm

da12=d12+2mn=206.5+2×

2=210.25mm

df9=d9-2mn（（ha﹡+c﹡）=108.33-2×

2（1+0.25）=103.33mm

df10=d10-2mn（（ha﹡+c﹡）=122.92-2×

2（1+0.25）=117.92mm

df11=d11-2mn（（ha﹡+c﹡）=68.75-2×

2（1+0.25）=63.75mm

df12=d12-2mn（（ha﹡+c﹡）=206.25-2×

2（1+0.25）=201.25mm

5）i1314=1.34i1415=0.92i1316=1.34i1617=1.31

m=2β=20°

Z13=44

则Z14=i1314·

Z13=1.34×

44=59

Z15=i1415·

Z14=0.92×

59=54

Z16=i1316·

Z17=i1617·

Z16=1.31×

59=77

A1314=mn（Z13+Z14）/2cosβ=2×

（44+59）/2×

=109.61mm

a1415=mn（Z14+Z15）/2cosβ=2×

（59+54）/2×

=120.25mm

a1316=mn（Z13+Z16）/2cosβ=2×

=109.61mm

a1617=mn（Z16+Z17）/2cosβ=2×

（59+77/2×

=144.73mm

取标准中心距a1314=110mma1415=120mm

a1316=110mma1617=145mm

d13=mn·

Z13/cosβˊ=2×

44/cos16.26°

=91.67mm

d14=mn·

Z14/cosβˊ=2×

=122.92mm

d15=mn·

Z15/cosβˊ=2×

54/cos16.26°

=112.5mm

d16=mn·

Z16/cosβˊ=2×

d17=mn·

Z17/cosβˊ=2×

77/cos16.26°

=160.42mm

da13=d13+2mn=91.67+2×

2=95.67mm

da14=d14+2mn=122.52+2×

da15=d15+2mn=112.5+2×

2=116.5mm

da16=d16+2mn=122.92+2×

da17=d17+2mn=160.42+2×

2=164.42mm

df13=d13-2mn（（ha﹡+c﹡）=91.67-2×

2（1+0.25）=86.67mm

df14=d14-2mn（（ha﹡+c﹡）=122.92-2×

df15=d15-2mn（（ha﹡+c﹡）=112.5-2×

2（1+0.25）=107.5mm

df16=d16-2mn（（ha﹡+c﹡）=122.92-2×

df17=d17-2mn（（ha﹡+c﹡）=160.42-2×

2（1+0.25）=155.42mm

五、轴的设计

1、选轴的材料和热处理方法

车头箱减速器是一般用途的减速器，所以轴的材料选用45钢经调治处理，便能满足使用要求。

45钢经调治处理后硬度为217~255HBS。

由<

<

机械设计手册>

>

查得：

бB=650Mpaбs=360Mpaб-1=300Mpa[б-1]=60Mpa

2、按扭矩强度估算轴的直径

轴的最小直径计算公式为：

dmin≥A3√p/n

机械设计基础>

A=118~107

则dmin5≥A3√p/n

=（118~107）×

3√1.7/1470=12.4~11.3mm

在Z5轴上，估取安装轴承处的轴径d0=35mm，安装皮带轮处的

轴径d0=30mm,安装齿轮处的轴径d=40mm，安装联轴器轴端轴

径为d0=30mm，轴上的其余轴径尺寸由结构要求而定。

3、联轴器的选择

减速器输出轴与压辊轴采用弹性柱销联轴器，又前面计算知：

T5=11.04N·

选用弹性柱销联轴器的型号为：

TL5联轴器，

30×

82GB4323B-84-1985

主要参数尺寸如下：

许用最大扭矩：

125N·

m

许用最大转速：

3